喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內，，【有疑問咨詢QQ:1064457796 或 1304139763】
===========================================喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內，，【有疑問咨詢QQ:1064457796 或 1304139763】
===========================================
摘要
本文簡要介紹了振動篩砂機的結構和特點，給出了振動篩砂機的設計，并對連桿的設計和傳動系統(tǒng)運動方案要點進行了簡要說明。本文重點介紹了振動篩砂機各部分設計和校核。
本設計主要內容分為三大部分：
1. 傳動系統(tǒng)運動方案設計
2. 減速器機構設計
3. 工作機構的設計
主要設計傳動系統(tǒng)運動方案和工作機構，確定了渦輪渦桿傳動的各主要參數，對驅動機構中的各部件進行了選型,設計,校核。
本設計的主要特點是：節(jié)省投資，控制方便。
關鍵詞 傳動系統(tǒng)；連桿機構；運動和動力分析；渦輪蝸桿減速器
Abstract
This paper introduces the sand-shaker of the structure and characteristics of the shaker is the design of sand, and link the design and transmission system for a sports programme elements summary statement. This article focuses on the shaker machine sand all parts of the design and verification.
The design of the main content is divided into three parts:
1. Transmission System Design Movement
2. Reducer Design
3. The design work
The main drive system design work and sports programmes, identified turbo-drive vortex of the main parameters of the drive mechanism in various parts of the selection, design, check.
The design of the main features are: saving investment, convenient control.
Keywords Transmission linkage movement Linkage mechanism Kinematics and dynamics Analysis retarder
II
目 錄
1 緒論 1
1.1 背景介紹 1
1.2方案比較 1
1.3設計方案綜述 2
2傳動方案設計 3
2.1 傳動方案對比分析 3
3連桿機構的設計 5
3.1連桿機構的特點 5
3.2連桿機構的選擇 5
3.3平面四連桿機構有曲柄的條件 6
3.4.1鉸點位置和曲柄長度的設計 7
3.4.2曲柄搖桿機構的設計 7
4 機構的運動和動力分析 9
4.1概述 9
4.2用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度和加速度分析 9
4.2.1繪制機構運動簡圖 9
4.2.2作速度分析 9
4.3作加速度分析 10
4.4用矢量方程圖解法作平面連桿機構的動態(tài)靜力分析 12
4.4.1對機構進行運動分析 12
4.4.2確定各構件的慣性力和慣性力偶矩 12
4.4.3機構的動態(tài)靜力分析 13
5桿件的設計 18
5.1桿件的類型 18
5.2 鋼材和截面的選擇 18
5.3桿件間的聯結 18
5.3.1剪切強度計算 18
5.3.2擠壓強度計算 19
5.3.3穩(wěn)定性的校核 20
6 減速器的設計 21
6.1電動機的選擇 21
6.1.1選擇電動機類型和機構形式 21
6.1.2 功率的計算 21
6.1.3電動機功率計算 21
6.1.4確定電動機轉速 22
6.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 23
6.2.1 總傳動比 23
6.3 計算傳動裝置的運動和動力參數 23
6.3.1各軸轉速 24
6.3.2各軸輸入功率 24
6.3.3各軸輸入轉矩 24
6.4 減速器結構的設計 24
6.4.1機體結構 24
6.4.2鑄鐵減速器機體的結構尺寸 24
6.5 傳動零件的設計計算 25
6.5.1減速器外傳動零件的設計 25
6.5.2減速器內傳動零件的設計 26
6.6裝配圖設計第一階段 30
6.6.1有關零部件的結構和尺寸的確定 30
6.6.2 軸的結構設計 31
6.7滾動軸承的選擇 34
6.7.1 選擇原則 34
6.7.2 選用方法 34
6.7.3滾動軸承的失效 35
6.8軸承蓋上的螺紋強度計算 36
6.9 鍵的選擇和強度校核 37
6.10聯軸器的選擇計算 37
6.11裝配圖設計的第二階段 38
6.11.1軸承端蓋結構 38
6.11.2軸承的潤滑與密封 38
6.11.3減速器的潤滑 38
6.12減速器附件設計 39
6.12.1窺視孔蓋和窺視孔 39
6.12.2放油螺塞 39
6.12.3油標 39
6.12.4通氣器 39
6.12.5啟蓋螺釘 39
6.12.6環(huán)首螺釘,吊環(huán),和吊鉤 39
7 開式齒輪的設計 40
7.1開式齒輪計算公式 40
7.2計算參數的選取 40
7.3確定傳動主要尺寸 41
結 論 42
致謝 43
參考文獻 44
附錄 45
英文翻譯 45
中文翻譯 51
57
1 緒論
1.1 背景介紹
本課題來源于現場實際,屬于工程設計。車間振動篩砂機是一種很常見的機械結構，在自動化流水生產線上有著廣闊的用途和作用，在石油工業(yè)和自動進給的輸送系統(tǒng)中都有很好的運用，特別是在一些需要有間歇傳動的進給機構中，振動篩砂機承擔了相當一部分的工作任務，如自動化的包裝流水線上。通過該畢業(yè)能使學生將大學四年所學的知識能靈活的運用于實踐。對于一個工程的整體設計有了更好的理解。有助于形成工程化的思想,對以后的設計打下很好的基礎。
隨著國民經濟的不斷發(fā)展,多種類型的工件傳送機廣泛的運用于石油，化工，農業(yè)，輕工和服務業(yè)等不同的行業(yè)的各種場合。同時在各種場合對不同的工況所使用的振動篩砂機也不盡相同，近年來由于振動篩砂機的應用范圍的擴大，品種的增多以及質量的不斷提高，對加工設計振動篩砂機提出了更高的要求，特別是在一些大型的流水線上，振動篩砂機承擔了很重要的工作任務。這些振動篩砂機要求傳輸距離和速度，精度比較高。為此各廠家為了根據自己的需要，出于經濟性和戰(zhàn)略方向的考慮，自行設計結構簡單可靠，生產價格便宜的振動篩砂機。
1.2方案比較
經過反復調研，查閱相關資料，我們根據振動篩砂機工況要求，提出了以下三種方案：
方案一：直接運用步進電動機和帶傳動來實現滑架的往復運動，通過步進電動機的正反轉程序控制往返運動，用單片機控制驅動電路來設置相關的運動參數。
方案二：運用步進電機和齒輪齒條來實現滑架的往返運動，通過步進電機的正反轉，齒條固定在滑架上，利用齒輪齒條間的傳動來實現往返運動。
方案三：運用普通電動機，減速器，連桿機構。通過電動機可以獲得運動需要的動力，減速器提供相應的速度和節(jié)奏，連桿機構實現不同的速比，節(jié)奏，步長以及滑架的運動軌跡。
經過可行性調研，我們發(fā)現方案三是合理的，也是最有實際意義的，同時，經濟性也能很好的實現，方案一中步進電機的功率和工況要求中的中度沖擊問題對步進電機的影響不能很好的解決，而且步進電機擁有一個很明顯的優(yōu)點，就是它能夠精確的正反轉功能，因為步進電機是將電脈沖信號轉化為角位移，或線位移的開環(huán)控制元件，在非超載的情況下電機的轉速，停止的位置只取決于脈沖信號的頻率和脈沖數，而不受負載的變化而影響，即給電機加一個脈沖信號,電機則轉過一個步距角，這一線性關系的存在，加上步進電機只有同期性的誤差而無累積誤差等特點，使得在速度控制領域用步進電機來控制變的非常簡單，而且低速精度高。
雖然步進電機已被廣泛地應用，但步進電機并不能象普通的直流電機，交流電機在常規(guī)下使用。它必須由雙環(huán)形脈沖信號、功率驅動電路等組成控制系統(tǒng)方可使用。因此用好步進電機卻非易事，它涉及到機械、電機、電子及計算機等許多專業(yè)知識。方案二也存在類似的問題，而方案三都能很好的實現，而且普通電動機容易選擇，減速器和連桿機構，結構可靠，穩(wěn)定性高,可以允許有一定的沖擊，故此方案較合理。
在整個設計過程中，減速器部分和連桿機構的設計和分析應是本課題的重點，運用機械設計和機械原理的相關內容來設計，設計的主要內容應包括工作機構和傳動系統(tǒng)的運動分析，連桿機構的運動和動力分析，減速器的設計，減速器零件的制造及相關工藝流程。本課題的難點的連桿尺寸的分析和動力運動的分析，減速器各軸和齒輪的計算設計。
1.3設計方案綜述
振動篩砂機是一種實現往復傳送的機械，電動機通過傳動裝置，驅動滑架往復移動工件，行程時滑架上的推爪推動工件前進一個步長，當滑架返回時，由于推爪與軸間裝有扭簧，推爪得以從工件底面滑過，工件保持不動，當滑架再次向前推進時，已復位，往返推動工件前移。
設計意義：振動篩砂機在自動化流水線上的充分運用能提高工廠的生產率，減輕工人的勞動強度，為實現車間無人化提供了可靠的條件。
2傳動方案設計
2.1 傳動方案對比分析
一臺完整的機器，總是由原動部分，傳動部分，和執(zhí)行部分所組成，而傳動部分的功能是將原動機的動力或運動形式傳遞給執(zhí)行部分或轉換成執(zhí)行機構預期的動作。實踐證明，傳動部分的質量和成本在整個機器中所占的比例很大，傳動方案的選擇及布局是否合理在很大程度上決定了機器的工作性能和運轉費用。因此，合理擬定與選擇傳動方案具有十分重要的意義。
合理的傳動方案，除應滿足工作機的性能要求，使用條件和工作可靠外，還應使結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高及使用維護便利等。要同時滿足這許多要求，常常是困難的，實際上只能照顧重點要求?，F對設計提供的電動機和減速器傳動方案進行對比分析。
經查閱文獻《機械零件簡明設計手冊》，方案（A）中減速器為圓柱齒輪展開式二級減速器；方案（B）中減速器為圓錐、圓柱齒輪二級減速器；方案（C）中減速器為下置式蝸桿一級減速器。
顯然，方案（C）結構最緊湊，但在長期連續(xù)運轉的條件下，由于蝸桿傳動效率低，功率損失較大；方案（B）的寬度尺寸較方案（A）小，但圓錐齒輪加工比圓柱齒輪困難。
所以，傳動方案的選擇不但要考慮整個機器的動力特性和運動要求，還要十分注意傳動機構的類型特征及應用范圍，即在擬定運動簡圖時通常注意如下幾點：
（1）帶傳動承載能力較低，在傳遞相同扭矩時結構尺寸較嚙合傳動大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，且有過載打滑保護作用，因此宜放在傳動裝置的高速級；
（2）鏈傳動具有運動不均勻性和多邊效應沖擊，故宜布置在低速級；
（3）蝸桿傳動工作平穩(wěn)，無噪音、傳動比大，體積小，重量輕及結構緊湊，但因摩擦發(fā)熱，其效率較其它普通齒輪嚙合傳動低，只適宜用于中，小功率和間歇工作的場合。
（4）圓錐齒輪的加工比較困難，特別是大模數圓錐齒輪，應盡量置于高速級，以減小其模數或直徑，但圓錐齒輪速度過高時，其精度相應也需提高，還應考慮能否制造及加工成本問題。
（5）斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，相應地用于高速級；
（6）制動器通常設在高速軸，但制動器后面的傳動機構不應設置帶傳動和摩擦傳動。
（7）為簡化傳動裝置，總是將改變運動形式的機構，如（連桿機構，凸輪機構）布置在傳動系統(tǒng)的末端或低速級。
（8）傳動裝置的布局要求結構簡單，緊湊，勻稱，剛度和強度要好，并適合車間布置情況和工人操作，便于裝拆和維修。
通過三種方案的對比分析，方案（C）下置式蝸桿傳動具有工作平穩(wěn)，無噪音，傳動比大，體積小，結構簡單，緊湊，勻稱，剛度，強度要好。適合車間布置情況和小批量生產和相對較低的載荷和阻力。因此，我選擇方案（C）傳動系統(tǒng)
3連桿機構的設計
3.1連桿機構的特點
連桿機構是一種應用十分廣泛的機構，機械手的傳動機構，折疊傘的收放機構以及人體假肢的設計等，都是連桿機構。連桿機構具有以下特點:
1)連桿機構中的運動副一般均為低副，低副兩元素為面接觸，故在傳遞同樣載荷的條件下，兩元素間的壓強較小，可以承受較大的載荷。低副兩元素間便于潤滑，所以兩元素不易產生大的磨損。這些條件都能較好的滿足重型機械的要求。此外,低副兩元素的幾何形狀也比較簡單，便于制造。
2)在連桿機構中，當原動件以同樣的運動規(guī)律運動時，如果改變各構件的相對長度關系，便可以使從動件得到不同的運動規(guī)律。
3)在連桿機構中，連桿上各不同點的軌跡是各種不同形狀的曲線，稱為連桿曲線，而且隨著各構件相對長短關系的改變，這些連桿曲線的形狀也將發(fā)生改變，從而可以得到各種不同形狀的曲線，我們可以利用這些曲線來滿足不同的軌跡要求。由于連桿機構有了上述優(yōu)點，所以在各種機械和儀表中得到了廣泛的應用。
4)此外，利用連桿機構可以滿足各種運動規(guī)律和運動軌跡的設計要求，但要設計一種能夠準確實現這種要求的連桿機構卻是十分困難的。而且在多數情況下一般只能近似地得以滿足。正因為如此，所以如何根據最優(yōu)化要求來設計四桿機構,使其能夠最佳地滿足設計要求，一直是連桿機構研究的一個重要課題。近年來對平面連桿機構的研究，不論從研究范圍上還是方法上都有很大的進展。從研究范圍來說，已不再局限于單自由度四連桿機構的研究,也已注意到對多桿，多自由度平面連桿機構的研究，并且已提出了一些有關這類機構的分析與綜合的方法。
3.2連桿機構的選擇
另一方面,在設計要求上也不再局限于運動學要求的范圍內，而且已注意到考慮機構的動力特性。根據構成連桿機構的各構件間的相對運動為平面運動還是空間運動，連桿機構可分為平面連桿機構和空間連桿機構兩大類，在一般機械中采用的多數是平面連桿機構
經分析，參考方案中給出的工作機構是鉸鏈四連桿機構。
圖3－1 鉸鏈四連桿機構簡圖
構件之間都是用轉動副連接的四桿機構，成為鉸鏈四桿機構。如圖所示：其中，固定不動的桿4稱為機架，與機架相連的桿1和桿3稱為連架桿，而連接兩連架桿的桿2稱為連桿。連桿2通常做平面運動，而連架桿1和3則繞各自回轉中心A和D轉動。其中能做整周回轉運動的連架桿稱為曲柄，僅能在小于360的某一角度范圍內往復擺動的連架桿稱為搖桿。
經查閱文獻《機械設計》，在鉸鏈四桿機構中，按照連架桿是曲柄還是搖桿，將其分為三種基本形式：曲柄搖桿機構；雙曲柄機構和雙搖桿機構。
1．）曲柄搖桿機構
在鉸鏈四桿機構中，若兩連架桿中，有一桿為曲柄，另一桿為搖桿。
2．）雙曲柄機構
具有兩個曲柄的鉸鏈四桿機構稱為雙曲柄機構。雙曲柄機構中，通常主動曲柄做等速運動，從動曲柄做變速轉動。
3．）雙搖桿機構
若兩連桿均為搖桿，則成為雙搖桿機構。
根據設計要求，機器工作時，沙箱支承擺桿CD繞垂面左右做對稱擺動。我們可以判斷連架桿CD為搖桿，而根據減速器工作原理，可知連架桿AB可做整周回轉運動，因此它是曲柄。
綜上所述，我們選擇方案（1）中的曲柄搖桿機構。
由上述我們所得到的資料，可以給出篩沙機系統(tǒng)的運動簡圖：
圖3-2篩沙機系統(tǒng)運動簡圖
3.3平面四連桿機構有曲柄的條件
1.）最短桿與最長桿的長度和應小于或等于其他兩桿的長度和,此條件通常為桿長條件。
2.）組成該周轉副的兩桿中必有一桿為四桿中的最短桿。
上述條件表明:當四桿機構各桿的長度滿足桿長條件時,其最短桿參與構成的轉動副都是周轉副。由此可知,上述四桿機構中的轉動副亦為周轉副,而轉動副則只能的擺轉副。于是,四桿機構有曲柄的條件是各桿的長度需要滿足桿長條件,且其最短桿為連架桿或機架。當最短桿為連架桿時,該四桿機構將成為曲柄搖桿機構。
3.4連桿設計內容
輸送機的工作阻力F=3200N，步長S=160㎜，往復次數N=80次/分，行程速比系數K=1.25，高度H=800㎜。輸送時滑架受到的阻力F視為常數，該機使用折舊期為10年，每天一班制工作，載荷中有中等沖擊，工作環(huán)境灰塵較大，工作機構效率為0.95，沙箱往復次數的相對誤差不超過，按一般機械廠制造，小批量生產。
3.4.1鉸點位置和曲柄長度的設計
根據行程速比和傳動角要求點鉸點A的位置及曲柄連桿長度。根據所給條件和現場的要求，和行程速比系數K設計四連桿時，可利用機構在極位時的幾何關系，在根據其它輔助條件進行設計。
3.4.2曲柄搖桿機構的設計
已知擺角及行程速比系數K=1.25和搖桿長度來設計該機構。設計時先按公式=180°(K-1)/(K+1)算出極位夾角為20°。然后任取一點D,并以此點為頂點作等腰三角形,使兩腰之長等于CD, ∠CDC=,作CM⊥CC,再作CN使∠CCN=90°-,得C2M與C1N的交點P。作△PC1C2的外接圓,則圓弧C1PC2上任一點A至C1和C2的連線的夾角∠C1AC2都等于極位夾角,所以曲柄的軸心A應在此圓弧上。
設曲柄長度為a,連桿的長度為b，則故AC=b+a,AC=b-a.故a=(AC-AC)/2于是以A為圓心,以為AC半徑作弧交AC于點E,則得a=EC1/2,b=AC-EC/2。
設計時應注意,曲柄的軸心A不能選在弧段上,否則機構將不滿足運動的連續(xù)性要求。
根據上面的做法可以得出平面四連桿機構的桿長分別為a=134㎜,b=1300㎜,c=b=1300㎜,d=1820mm。
3.4.4校核最小傳動角
在機構運動過程中,傳動角的大小是變化的,為了保證機構的傳動性能要求,設計時應使≥40°傳遞力矩較大時，則應使≥°；對于一些受力很小或不常使用的操縱機構，則可允許傳動角小些，只要不發(fā)生自鎖即可。最小傳動角與機構中的各桿的長度有關,見式（3.1）
=arccos 式（3.1）
= arccos
=42.7°
≥40°
故滿足最小傳動角的要求。
所以可以定出該要求設計的機構的總體尺寸,即L=a=134㎜,L=b=1300㎜,L=c=b=1300㎜,L=d=1820㎜.
以上L為桿件AB的長度，L為桿件BC的長度，L為桿件CD的長度，L為桿件AD的長度。
4 機構的運動和動力分析
4.1概述
用矢量方程圖解法作機構的速度和加速度分析, 矢量方程圖解法所依據的基本原理是理論力學中的運動合成原理。對機構進行速度和加速度分析時,首先要根據運動合成原理列出機構運動的矢量方程,然后在根據該方程進行作圖求解.下面就在機構運動分析:
4.2用矢量方程圖解法作平面連桿機構的速度和加速度分析
根據構件上已知一點的速度和加速度可以求出另外的點的速度和加速度(包括大小和方向),故在以圖解法作機構的速度和加速度的分析時,應先從具備這個條件的構件著手,然后再分析與該構件依次相連的其他各構件。
在用圖解法作機構的運動分析時，需先繪出該機構的運動簡圖，然后再根據運動簡圖進行速度和加速度分析，現在將求解的步驟說明如下：
4.2.1繪制機構運動簡圖
根據前面所繪制的運動簡圖的方法和步驟，選取尺寸比例尺=L/（），并按照比例尺準確地繪制出機構的運動簡圖如圖1-1所示。
圖4-1 機構的運動簡圖
4.2.2作速度分析
根據以矢量方程圖解法求解機構上某點速度的條件可知，其速度求解的步驟應依次求出相應各點的速度和桿件的角速度。
1） 求
v=l 式（4.1）
=0.134m3.4
=0.4556
其方向垂直AB，指向與的轉向一致。
2） 求 因點C及B為同一構件2上的點，故得
= +
方向 CD AB CB
大小 ？ √ ？
圖4—2 運動分析圖
式中僅及的大小未知，故可以用圖解法求解。
如圖4-2所示，求點P作為速度多邊行的極點，并作代表，則速度比例尺= v/（）/㎜= =0.00325（）/㎜。再分別自點B，P作垂直于BC，CD的直線bc,pc,代表，的方向線，兩線交于點C，則矢量，即分別代表和，于是見式（4.2）
v= 式（4.2）
=70 （）/㎜
=0.238
3） 求 ，
瞬時針 式（4.3）
順時針 式（4.4）
4.3作加速度分析
與速度分析相同,其加速度求解的步驟也是先依次求出,。然后再求解，,
1) 求 因為曲柄作等速回轉,故無切向加速度見式（4.5）
== 式（4.5）
=0.134
=1.55
方向由B指向A.
2) 求 根據點C 分別相對于點D和點B的的相對運動關系,可得
= + = + + 式（4.6）
方向 CD CD BA CB CB
大小 ？ √ ？
式中僅有和的大小未知，故可用作圖法求解。
圖 4-3 加速度分析圖
如圖4-3所示，取點作為加速度多邊形的極點，并作代表，則加速度比例尺
（）/㎜ 式（4.6）
然后再按上式作圖，可求得代表，而其大小為
=0.00775（）/㎜70㎜=0.5425
3）求，,。根據前述求構件角加速度的方法可得見式（4.7）和式（4.8）
=== 逆時針 式（4.7）
=== 順時針 式（4.8）
4.4用矢量方程圖解法作平面連桿機構的動態(tài)靜力分析
動態(tài)靜力分析是工程中常用的方法,它是根據達朗貝爾原理將慣性力和外力加在機構的相應的構件上，用靜力平衡的條件求出各運動副中的反力和原動件上的平衡力。進行動態(tài)靜力分析的步驟首先是求出個構件的慣性力,并把它們視為外力加于產生這些慣性力的構件上。然后在根據靜定條件將機構分解為若干個構件組和平衡力作用的構件。而進行力分析的順序一般是由離平衡力作用的構件最遠的構件組(即外力全部為已知的構件組)開始,逐步推算到平衡力作用的構件。
4.4.1對機構進行運動分析
在前面的運動分析中已經，已經用選定的長度比例尺,速度比例尺,加速度比例尺,作出了機構圖及其速度多邊形和加速度多邊形。
4.4.2確定各構件的慣性力和慣性力偶矩
對機械進行動態(tài)靜力分析時需要求出各構件的慣性力,在新機械的設計時,機構的各構件的結構尺寸,質量和轉動慣量等參數尚未確定,根據經驗初步給出各構件的質量和轉動慣量等參數,從而進行靜力分析,在此基礎上進行各構件的強度驗算,再根據驗算的結果對構件尺寸進行修正,合理的定出構件的結構尺寸。
(1) 計算各桿的質量及轉動慣量
根據各桿都是拉壓桿件,要求力學綜合性能較高,選45號鋼,各桿應初選直徑。
查表得密度=7.810㎏/m.見式（4.9）和式（4.10）
根據 質量 m=l㎏, 式（4.9）
轉動慣量 J=ml㎏·㎡ 式（4.10）
計算見下表4-4。
表4-4 桿件質量特性表
桿件
長度㎜
直徑㎜
重量㎏
轉動慣量㎏·㎡
L
134
100
5.887
0.069
L
1300
50
7.850
0.092
1300
80
22.105
0.557
1820
60
2.800
0.00756
各桿除了2桿外,慣性力都可以作用在機架上,所以在進行動態(tài)靜力分析時可以忽略不計,作用在連桿2上的慣性力及慣性力偶矩為：見式（4.10）
P=ma 式（4.10）
= m
=7.850㎏0.00325（）/㎜1300㎜
=33.17
M=J 式（4.11）
= Ja/l
= J/ l
=0.0690.145
將P及M合并成一個總慣性力P,其作用線從質心S處偏移一距離h，其值為h= M/ P=0.048=48㎜
4.4.3機構的動態(tài)靜力分析
先將各構件產生的慣性力視為外力加于相應的構件上，并按靜定條件將機構分解為兩個構件組4，3，2和作用有平衡力的構件1。為便于求解，未知力一般都能分別列于方程的首尾。
1)下面對構件4分析
圖4-4 桿4受力分析
由整個桿組平衡條件=0 得 見式（4.11）
=0 式（4.11）
方向 ∥EF ⊥EF √ √ ∥EF ⊥EF
大小 ？ ？ √ √
上式中未知數有四個，因此先要算出其中兩個。
對F點取矩=0
對D點取矩=0
由此可以繪制出力的矢量合成圖
圖4-5 桿5力的分析
由圖測得
2)對構件2，3進行力的分析
圖4-6 桿2、3的受力分析
式（4.11）
方向 √ √ ⊥DE ∥DE √ √ ⊥BC ∥BC
大小 √ √ √ √
此方程未知數超過兩個，需求出或才能求出
對B點取矩=0
式（4.12）
對E點取矩=0見 式（4.13）
負號表示和假設方向相反。
由此可以繪制出力的矢量合成圖見下圖
圖4-7 力的矢量合成圖
由圖測的
3).分析連桿2的受力，把連桿2分離出來
對桿件的中點取矩：=0見式（4.14）
式（4.14）
圖 4-8 對桿件2的受力分析
可以繪制出連桿2的力矢量圖
圖4-9 連桿2的力矢量圖
由上圖可以知道
4) 求 機構的平衡力
對桿1進行分析
圖4-10 連桿1的機構的平衡圖
取見式（4.15）
式（4.15）
=
5桿件的設計
根據上一章已經計算出來的桿件受力情況和工況要求分析桿的類型和一系列的穩(wěn)定性和截面的設計。
5.1桿件的類型
桿件是四連桿結構,根據受力的方向判斷，屬于拉壓桿。
5.2 鋼材和截面的選擇
1）.拉壓桿的綜合性能要求比較高，根據經驗選45 鋼，有關質量系數見下表4-1。
表5-1 桿件材料的質量系數
材料
MPa
MPa
%
E
45
600
350
16
7800
206
2） 選擇截面尺寸
有上一章各軸之間力的計算可以知道拉壓桿所受的外力，根據強度條件可以確定所需橫截面面積。見式（4.16）
其中許用應力
式中S 為大于1的安全系數取1.3
于是
=
式中為極限屈服系數。
選連桿2作校核由于所選的是圓形桿件，所以直徑為
==2.2㎜
由于制造困難和穩(wěn)定性的考慮，于是取為初選的參數
5.3桿件間的聯結
拉壓桿與其它構件之間，或一般構件與構件之間，常采用耳片，銷軸，螺栓等相聯接。連結件的受力與變形均較復雜，在工程實際中，通常采用簡化分析的方法。其要點是：一方面對連接件的受力與應力分布進行簡化，從而計算出各部分的名義應力。以下計算軸和耳片的連接。
5.3.1剪切強度計算
考慮圖所示軸銷，其受力情況如圖所示，可以看出，作用在軸銷上的外力有以下特點：外力垂直作用與軸銷的軸線，且作用線之間的距離很?。ㄒ驗檩S銷一般都是短而粗的）。有受力情況可以看出，軸銷主要受剪切力的作用。在工程力學計算中，通常均假設剪切面上的剪應力均勻分布。剪切面上的剪應力不得超過連接件的許用剪應力，即要求
也即
其中許用剪切應力等于連接件的剪切極限應力除以安全系數.見式（4.17）
即
==
所以
式（4.17）
5.3.2擠壓強度計算
在外力作用下,銷軸與孔直接接觸,接觸面上的應力稱為擠壓應力。當擠壓應力過大時,在孔,銷接觸的局部區(qū)域內,將產生顯著的塑性變形,以至影響孔,銷間的正常配合。最大擠壓應力發(fā)生在該表面的中部。擠壓應力為,耳片的厚度為,銷或孔的直徑為,根據實驗分析結果得:
圖5-1 軸銷受力示意圖
式中：——受壓圓柱面在相應徑向平面上的投影;
——最大擠壓應力,數值上等于徑向截面的平均壓應力。
由上述分析可知,為防止擠壓破壞,最大擠壓應力不得超過連接件的許用壓應力[],即要求
[]
[]為連接件的擠壓極限應力除以安全系數.
因此,從擠壓強度考慮,接頭的許用載荷為
5.3.3穩(wěn)定性的校核
當作用在細長桿上的軸向力達到或超過一定限度時，桿件可能突然變彎，即產生失穩(wěn)現象。因此，對于軸向受壓桿件，除了應考慮其強度與剛度問題外，還應考慮其穩(wěn)定問題。
1）臨界載荷的計算
該連桿為兩端鉸支細長壓桿，有材料力學中公式可知，其臨界載荷為：
式（4.18）
=
2）校核
45鋼的屈服應力，因此，連桿壓縮屈服所需之軸向壓力為
由以上分析可知,為了保證壓桿在軸向壓力作用下不致失穩(wěn),必須滿足下述穩(wěn)定條件:見式（4.19）
式（4.19）
式中:為穩(wěn)定安全系數;為穩(wěn)定許用壓力.
工況為一般中度沖擊條件,所以取4,
式（4.20）
上述計算說明，細長桿的承壓能力是有穩(wěn)定性要求確定的。
6 減速器的設計
減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動，蝸輪傳動或齒輪-蝸輪傳動所組成的獨立部件，常在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數場合下也用作增速的傳動的傳動裝置。減速器由于結構緊湊,效率較高,傳遞運動準確可靠，使用維護簡單，并可成批生產，故在現代機器中應用很廣。減速器類型很多，有圓柱齒輪減速器，圓錐齒輪減速器，蝸桿減速器等。
6.1電動機的選擇
6.1.1選擇電動機類型和機構形式
電動機是常用的原動機，并且是系列化和標準化產品。機械設計中需要根據工作機的工作情況和運動，動力參數，合理地選擇電動機類型，結構形式，傳遞的功率和轉速,確定電動機的型號。
電動機有交流電動機和直流電動機之分,工業(yè)上常采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最廣泛。如無特殊需要,一般優(yōu)先選用Y系列籠型三相異步電動機，因其具有高效，節(jié)能，噪音小，振動小，安全可靠的特點,且安裝尺寸和功率等級符合國際標準,適用于無特殊要求的各種機械設備。
根據工作場地的要求:每天二班制工作，載荷中有中度沖擊，工作環(huán)境清潔,室內，三相交流電源。選擇電動機為Y系列380V三相籠型異步電動機。
6.1.2 功率的計算
電動機的功率選擇是否合適將直接影響到電動機的工作性能和經濟性能。如果選用額定功率小于工作機所要求的功率,就不能保證工作機正常工作,甚至使電動機長期過載而過早損壞,如果選用額定功率大于工作機所需要的功率,則電動機價格高,功率未得到充分的利用,從而增加電能的消耗,造成浪費。
在設計過程中,由于振動篩砂機一般為長期連續(xù)運轉,載荷不變或很少變化的機械,并且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率等于或梢大于電動機的實際輸出功率,即。這樣電動機在工作時就不會過熱,一般不需要對電動機進行熱平衡計算和校核啟動力矩。
6.1.3電動機功率計算
電動機所需的輸出功率見式（6.1）
kw 式（6.1）
式中 ----表示工作機所需的功率;
----表示由電動機到工作機間傳動裝置的總機械效率。
工作機所需工作功率一般根據工作機的生產阻力和運動參數見式（6.2）
=kw 式（6.2）
式中，----表示工作機的生產阻力，N;
----表示工作機的線速度，;
----表示工作機的阻力矩，；
----表示工作機的轉速，；
----表示工作機的效率。
總效率按下式計算見式（6.3）
式（6.3）
式中分別為傳動裝置中每一傳動副（齒輪，渦桿，帶或鏈傳動）中，每對軸承或每個聯軸器的效率，其值可參考表：
由已知條件，工作機構的效率為0.95,
, N，S160，
NS；
.
.
.
因此電動機的額定功率應大于其所需功率取2.2kw.
其中:分別為每一傳動副,每對軸承,每個連軸器的效率.傳動副的效率數值可按下列選取,軸承及連軸器效率的概略值為:
滾動軸承 0.98-0.995
滑動軸承 0.97-0.99
彈性連軸器 0.99-0.995
齒輪連軸器 0.99
萬向連軸器 0.97-0.98
6.1.4確定電動機轉速
容量相同的同類電動機,有幾種不同的轉速系列供使用者選擇,如三相異步電動機常用的有四種同步轉速,即3000,1500,1000,750r/min(相應的電動機定子繞組的極對數為2,4,6,8)。同步轉速為由電流頻率與極對數而定的磁場轉速,電動機空轉時才可能達到同步轉速,負載時的轉速都低于同步轉速。
為了合理的設計傳動裝置，根據工作機的主軸轉速要求和各傳動比范圍，可推算出電動機裝速的可選范圍，其中包括電動機可選轉速范圍，傳動裝置總傳動比的合理范圍，以及工作機主軸轉速。
選定電動機類型,結構,對電動機可選的轉速進行比較,選定電動機轉速并計算出所需容量后,即可在電動機產品目錄中查出所要的電動機。
根據工況和計算所選電動機見下表6-1。
表6-1 電動機參數表
型號
額定功率
滿載時
起動電流
起動轉矩
最大轉矩
轉速
電流
效率
功率因素
額定電流
額定轉矩
額定轉矩
Y100L1-4
2.2
1420
5.0
81.0
0.82
7.0
2.2
2.2
6.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
6.2.1 總傳動比
由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速,可得到傳動裝置的總傳動比見式（6.4）
i= 式（6.4）
其中n為選擇電動機的滿載轉速,n為工作機主動軸轉速。該設計中n為1420,n為204。所以
i===7
總傳動比為各級傳動比i,i,i…i的乘積,見式（6.5）
i=i·i 式（6.5）
i, i分別為減速器各級傳動比.
6.3 計算傳動裝置的運動和動力參數
為進行傳動件的設計計算,要推算出各軸的轉速和轉矩(或功率)。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ,Ⅱ軸。
i, i----表示相鄰兩軸間的傳動比;
,----表示相鄰兩軸間的傳動效率;
P,P----表示各軸的輸入功率(KW);
T,T----表示各軸的輸入轉矩(N·m);
n,n----表示各軸的轉速().
則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算,得到各軸的運動和動力參數。
6.3.1各軸轉速
n= = =154.8
式中n——選擇電動機的滿載轉速,
i——電動機至軸的傳動比.
以及
n== ==38.5.
6.3.2各軸輸入功率
P=P· KW=1.95×0.99=1.9305 KW, =
P= P·= P·· KW=1.95×0.99×0.98×0.98=1.8541 KW, =·
式中,,分別為連軸器,軸承,齒輪的傳動效率.
6.3.3各軸輸入轉矩
T=T·i· N·m 式（6.6）
其中T為電動機的輸出轉矩，按下列計算：
T=9550 N·m=9550×N·m=13.12 N·m
T=T·i· N·m=13.12×1×0.99 N·m =12.98 N·m；
T= T·i· N·m =12.98×9.2×0.98×0.99 N·m =115.85 N·m；
同一根軸的輸出功率與輸入功率數值不同，需要精確計算時應取不同的數值。
6.4 減速器結構的設計
6.4.1機體結構
減速器機體是用以支持和固定軸系的零件,是保證傳動零件的嚙合精度,良好潤滑及密封的重要零件,其重量約占減速器總重量的50%。因此,機體結構對減速器的工作性能,加工工藝,材料消耗,重量及成本等有很大的影響。
機體材料用灰鐵(HT150或HT200)制造,機體的結構用剖分式機體。
6.4.2鑄鐵減速器機體的結構尺寸
見下表6-2(單位㎜)
表6-2減速器機體的結構尺寸表
名稱
符號
減速器尺寸關系
機座壁厚
0.025a+1≥8
機蓋壁厚
0.02a+3≥8
機座凸緣厚度
b
1.5=12
機蓋凸緣厚度
b
1.5=12
機座底凸緣厚度
b
2.5=20
地腳螺釘直徑
d
0.036a+12=18
地腳螺釘數目
n
a>500時,n=8
軸承旁聯接螺栓直徑
d
0.75 d=13.5
機蓋與機座聯接螺栓直徑
d
(0.5-0.6) d=10
聯接螺栓d的間距
l
150-200
軸承端蓋螺釘直徑
d
(0.4-0.5) d
窺視孔蓋螺釘直徑
d
(0.3-0.4) d=8
定位銷直徑
d
(0.7-0.8) d=6.5
d,d,d至外機壁距離
c
見表4
d,d至凸緣邊緣距離
c
見表4
軸承旁凸臺半徑
R
c=16
凸臺高度
h
根據低速級軸承座外徑確定
外機壁至軸承座端面距離
l
c+ c+(8-12)=44
頂圓與內機壁距離
＞1.2=10
齒輪端面與內機壁距離
＞=10
機蓋,機座肋厚
m,m
m≈0.85=6.8, m≈0.85=6.8
軸承端蓋凸緣厚度
t
(1-1.2) d
軸承旁聯接螺栓距離
s
盡量靠近,
軸承端蓋外徑
D
軸承孔直徑+(5-5.5) d
表6-2續(xù)表螺栓直徑
螺栓直徑
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30
c
13
16
18
22
26
34
40
c
11
14
16
20
24
28
34
沉頭座直徑
20
24
26
32
40
48
60
注:多級傳動時,a取低速級中心距.
6.5 傳動零件的設計計算
傳動裝置包括各種類型的零件，其中決定其工作性能，結構布置和尺寸大小的主要是傳動零件。支撐零件和聯接零件都要根據傳動零件的要求來設計，因此一般應先設計計算傳動零件，確定其尺寸，參數，材料和結構。為了使設計減速器時的原始條件比較準確，通常應先設計減速器外的傳動零件，如鏈傳動，和連軸器等。
6.5.1減速器外傳動零件的設計
考慮到工作現場的空間和減少傳動鏈的原則，該設計直接采用連軸器，通過連軸器直接把電動機和減速器聯結。
6.5.2減速器內傳動零件的設計
1）圓柱齒輪傳動
a)齒輪材料的選擇
因傳動尺寸和批量較小,小齒輪設計成齒輪軸,選用45鋼,調質處理,硬度229HB-286HB,平均取240HB。
b)齒輪傳動的計算方法
1. 初步計算
轉矩T=9550×10 =9550×=27854N㎜
齒寬系數由機械設計手冊查表取=1.0
接觸疲勞極限由機械設計手冊查表取=710MP
=580 MP
初步計算的許用接觸應力[]0.9=0.9×710=639 MP
[]0.9=0.9×580=522 MP
A值由機械設計手冊查表取A=85
初步計算的小齒輪
=85×
=41.77㎜
取=45㎜
初步齒寬==45㎜
2校核計算
圓周速度 ===2.26
精度等級 選8級精度
齒數和模數 初取齒數=21,= =130
===2.14
由機械設計手冊查表取=2.5
===18
=6.218=111
使用系數由機械設計手冊查表取=1.5
動載系數由機械設計手冊查表取=1.2
齒間載荷分配系數由機械設計手冊查表先取
===1238N
==41.3<100
=[1.88-3.2(+)]
=1.88-3.2(+)=1.644
===0.88
由此得
===1.29
齒向載荷分布系數由機械設計手冊查表取
=+()+
=1.17+0.161+0.61=1.957
載荷系數===4.54
彈性系數由機械設計手冊查表取=189.8
節(jié)點區(qū)域系數由機械設計手冊查表取=2.5
接觸最小安全系數由機械設計手冊查表取=1.05
總工作時間==4800
總應力循環(huán)次數
由機械設計手冊查表估計, 則指數=8.78
==()
=60
=5.79
原估計應力循環(huán)次數正確
== 5.79/6.2=0.93
接觸壽命系數由機械設計手冊查表取=1.18
=1.31
許用接觸應力[]
[]===798
[]===723
驗算:
=
==713<[]
計算結果表明,接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無需調整。
3.確定傳動主要尺寸
實際分度圓直徑 ， 因模數取標準值時,齒數已重新確定,故分度圓直徑不會改變,即
==2.518=45㎜
==277㎜
中心距==161㎜
齒寬 ==45㎜ =55㎜
=45㎜
計算說明：
1)齒輪強度計算公式中，載荷和幾何參數是用小齒輪輸出轉矩T和直徑d來表示的，不論強度計算是針對小齒輪還是大齒輪，公式中的轉矩，齒輪直徑或齒數，都應是小齒輪的數值；
2)根據=求齒寬，b應是一對齒輪的工作寬度，為易于補償齒輪軸向位置誤差，應使小齒輪的寬度大于大齒輪寬度，應此大齒輪寬度取45mm,
3)而小齒輪寬度取b=b+(5-10)㎜,齒寬數值應圓整；
4)圓柱齒輪的傳動系數。
計算所得的參數見下表6-3
表6-3 齒輪參數表
名稱
代號
單位
小齒輪
大齒輪
中心距
a
㎜
161
傳動比
i
6.2
模數
m
㎜
2.5
2.5
螺旋角
度
0
0
端面壓力角
度
0
0
嚙合角
度
20
20
齒數
z
個
18
111
分度圓直徑
d
㎜
45
277
齒頂圓直徑
d
㎜
50
282
齒根圓直徑
d
㎜
41.25
271.25
齒寬
b
㎜
55
45
4.按齒根彎曲強度進行校合計算
重合度系數
齒間載荷分布系數 由機械設計手冊查表取
=
齒向載荷分布系數
=
載荷系數見式（6.7）
式（6.7）
=
齒形系數 由機械設計手冊查表取=2.46
應力修正系數由機械設計手冊查表取
彎曲疲勞極限 由機械設計手冊查表取
彎曲最小安全系數 由機械設計手冊查表取
應力循環(huán)次數 由機械設計手冊查表估計, 則指數計算如式（6.8）
=8.78
==() 式（6.9）
=60
=5.79
原估計應力循環(huán)次數正確見式（6.10）
= 式（6.10）
= 5.79/6.2=0.93
彎曲壽命系數 由機械設計手冊查表取
尺寸系數 由機械設計手冊查表取
=1.0
許用彎曲應力[]見式（6.11）
[]= 式（6.11）
=
=798
[]=
=
=723
驗算
=
=
=
=
它們均小于許用彎